Розрахунок редуктора індивідуального виготовлення. Приклад розрахунку прямозубих циліндричних передач двоступінчастої коробки швидкостей, страница 11

9.  Оцінюємо недовантаження передачі (формула (3.27))

|[<xL -<xJ          464-406

А ₌ \iton\₁₀₀o_{/o =} ^_J^₁₀₀o_{/o = 125%}> ₅%.

[о-]»                  464

Для ліпшого використання матеріалу зменшуємо ширину вінця колеса

(формула (3.28)) Ь_4я J£&-) -Ь₄ =Г—Т -28 = 21,44лш.

Одержане значення ширини колеса округляємо до найближчого стандартного (табл.3.5). Приймаємо Ь₄ = 22мм і визначаємо коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса відносно міжосьової відстані (формула (3.3)) T_to = -¹- = — = 0,12.

д_ж    185

Фактичне значення коефіцієнта Ч*_Ьа знаходиться в межах, рекомендованих для коробок швидкостей (табл.3.5).

10. Визначаємо фактичний коефіцієнт ширини вінця колеса за початковим діаметром

^—^- = -^- = 0,208.

^шd_Wi105,41

і уточнюємо коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінця. За графіком (рис.3.3, крива 3)  К_Н0 = 1,03. 11. Виконуємо перевірний розрахунок

ілпол^ло^     2-239-10³-l,03-l,M-(2,51+l)    _A-_otfrTri      _ACAXgrt ст_и -190 • 2,466 • 0,875 • J—------- '     -^----------- * = 45НМПа < \а L = 464МШ.

*                         V             264²-22                               ^{L 1я}

Відхилення діючих контактних напружень від допустимих складає 1,29% , що допустимо.

Примітка: У випадку перевірного розрахунку за спрощеною формулою (3.29)

к_н   [т_г-к_нр.к_ш*к_Иа.{и+\у

hг

310       239 10³-1,03-1,1-1-(2,51 +1)³     _Л0~_%АГ7      г 1      лаліжтт

---- _   ----------- ^__^---- ^j----- ^_ - 487МПа > \<т\_н = 464МШ.

5-2,51 V                22                                  ^{L Ш}

Щ~ ^'100% = ^{464   48}~400% = 4,96% < 5% , що допустимо. И*⁴⁶⁴

77

5.3.7. Перевірний розрахунок на попередження пластичних деформацій або крихкого руйнування робочих поверхонь зубців (формула (3.30))*

®пм = <?н ■ 4&п = 458 • -Я = 648М7а < [сг^ = \192Mna.

5.3.8. Перевірний розрахунок на витривалість на згин.

Розрахункові напруження згину у зубцях шестірні та колеса визначаємо за формулами (337)

F_t * K_F„ * Кру • K_Fa

-Y_K-Y,-Y,<te\

2Т       2-239-10

де F_t- колова сила (формула (3.32))    F_t== —— =-------- —-■— = 181Ш;

m-Z₄3-88

ІС_Р/Ї = 1,05 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців при Ч*_и = 0,208 (див, рисЗ А, крива 3); K_tv= 1,28 -коефіцієнт динамічного навантаження для 8~ ступеня точності передачі приК -2,76м Ґс (табл3.9); Y_F3= 3,62 - коефіцієнт форми зубців вінця блока шестірень при числі зубців Z₃=35 і коефіцієнті зміщення х₃ =0,177 (рис.3.5); 1^=3,6 -коефіцієнт форми зубців колеса при числі зубців Z₄=88 і коефіцієнті зміщення х₄^0 (рисЗ.5); K_Fa=\ - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями (п.5, підроздЗ.1.4); Y_fi=1 коефіцієнт, що враховує нахил зубців (п.7, підроздЗ.1.4); Y_e- і - коефіцієнт, що враховує перекриття зубців (шб, підроздЗ Л .4).

Визначаємо розрахункові напруження згину у зубцях блока шестірні та колеса:

ст_ ^І^М^^М.і = і32,8Я/лш²=132,8МГа<[о-]_г = 265М7а

^h22-3                                                    '                  ⁴

o_F- о> -^- = 132,8^ = 133,5М7а< \а\ -308МШ.

Висновок: Міцність на витривалість при згині забезпечена з значним запасом. Для даної пари зубчастих коліс основним критерієм працездатності є контактна міцність, а не міцність на згин.

5.3.9. Перевірний розрахунок на згин для попередження залишкових деформацій або крихкого злому зубців максимальним навантаженням (формула (3.38)).

= о>_з • К_п = 133,5 - 2 - 267МПа < [сг^ = 1058МШ = о>₄ - К_п *=132,8 • 2 = 265£Ша < [a]_Fj

78